После того как буд\т выбраны d и I, можно определить среднюю удельную нагрузку

и окружную скорость

V = 0,5(od.

Для выбора материала вкладыша некоторым ориентиром, правда, довольно грубым, могут служить величины р и pv, предельно допускаемые значения которых приведены в табл. 1-10. Еще раз следует напомнить, что произведение pv может быть использовано в качестве критерия работоспособности подшипника только в случае граничного трения, - нельзя распространять этот грубый критерий на режим жидкостного трения; к режиму полужидкостного трения он не имеет отношения, но, сожалению, в расчетной практике это часто забывают. При выборе материала подшипника следует учитывать опыт эксплуатации аналогичных конструкций и экспериментальные данные по исследованию новых материалов.

Зазор между цапфой и вкладышем выбирается конструктором также главным образом на основании опыта и анализа работы опор аналогичных машин. Некоторым ориентиром могут служить статистические данные, приведенные в табл. 32. По выбранному среднему значению относительного зазора подбирается соответствующая стандартная посадка и уточняются предельные и средние значения зазора.

Таблица 32-

Средние значения относительного зазора 4*

Классы чистоты рабочих поверхностей цапфы и вкладыша выбираются в зависимости от требуемой точности узла трения, условий эксплуатации, предполагаемых значений относительного эксцентрицитета % и минимального зазора /гщ (эти две величины определяются в последуьзщем расчете); для подшипников с кольцевой смазкой допускается 7-й класс чистоты;

для подшипников, работающих с умеренной нагруой (р<; <; 30 кГ/см) и значительной угловой скоростью (1000 - 3000 об/мин) класс чистоты не ниже 8-го; такая чистота Характерна для подшипников турбин, электродвигателей, турб(кене-раторов и пр. Для тяжелонагруженных опор, работающих с умеренной и повышенной скоростью при больших значениях отно сительного эксцентрицитета (х>0,9), например для подшипни ков прокатных станов, назначают 10-12-й классы чистоты.

Выбор сорта масла часто связан с системой смазки подшипника, т. е. со способом подвода ее к подшипнику; в установках с принудительной циркуляционной системой смазки в подшипники подается то же масло, что и к остальным узлам, например, в турбинах и турбогенераторах, соединенных редуктором, в приводах к прокатным станам и пр. В этом случае приходится выбирать тот сорт масла, который пригоден для смазки не только подшипников, но и зубчатых колес. Если такого ограничения нет, то масло для подшипников надо выбирать из условия оптимального режима, т. е. для работы с минимальным коэффициентом трения и с достаточной в то же время толщиной смазочного слоя. Ориентиром в этом- отношении служит уело- вне (63) и данные табл. 23.

При выборе способа подвода смазки к трущимся поверхностям можно руководствоваться следующими эмпирическими зависимостями [2]:

при l 7t)<50 достаточна кольцевая смазка, охлаждение корпуса подшипника не обязательно;

при l 7t)?t;50-bl00 допустима смазка свободно висящими кольцами или закрепленными на валу дисками, но при условии охлаждения корпуса или же масла в корпусе;

при)/>100 необходима циркуляционная смазка под давлением.

I Здесь р в кГ/см; v в м/сек.

Итак, после определения величины Р, ш, /, rf, г) и после того как выбран материал вкладыша и подобрана смазка, можно приступить к гидродинамическому расчету подшипника. Однако напомним, что для режима пуска и разгона надо предварительно проверить подшипник по условиям, изложенным в § 13.

В гидродинамическом расчете определяется прежде всего, безразмерный коэффициент нагруженности Фр по формуле (61), затем по табл. 24 находят соответствующее значение % и вычисляют минимальную толщину смазочного слоя /imm по формуле (55), далее определяют по формуле (65) и проверяют, выполнено ли условие (67).

Эту стадию расчета надо рассматривать как предварительную, потому что при уточнении температуры смазочного слоя динамическая вязкость масла может оказаться иной, нежели та, что была намечена по условию (61), Для определения темпера-96

туры смазки в рабочей зоне и подсчета энергии, затрачиваемой на преодоление сопротивления жидкости вращению шипа, находят из табл. 25 и 26 значения Фт и -~, соответствующие полученному в первой стадии расчета. Затем по формуле (82) вычисляют количество тепла W, выделяющегося в подшипнике; находят по формуле (86) расход смазки Q, протекающей через подшипник, и проверяют условие (93) теплового равновесия.

Если это условие не удовлетворено, то вносят коррективы-и повторяют расчет до тех пор, пока в результате последовательных приближений оно не будет выполнено.

Порядок гидродинамического расчета при различных исходных данных иллюстрирован числовыми примерами.

Пример 1. Рассчитать подшипник скольжения для вала зубчатой передачи при следующих данных: налрузка на вал, приложенная в середине между опорами, Q = 4400 кГ; скорость вращения вала п = 500 об/мин; диаметр вала на участке между опорами d = nO мм; расстояние между серединами опор L = = 750 мм. Передача работает в хорошо вентилируемом помещении; температура окружающей среды t20° С.

Решение. Принимаем диаметр цапфы d 0,9 = 0,9 x

X 170 i\50 мм; задаемся отношением 1, следовательно,

/ = 150 мм; вычисляем среднее удельное давление; так как по условию нагрузка приложена в середине пролета, то на каждый подшипник действует сила

Я=-5- = 2200

отсюда

/? = ~ = g- = 9,8 кГ1см = 9,Ъ Ю* kPI.

Находим угловую скорость вала

Tin 3,14 500 сг, о л/ О) = -до = gQ-- 52,3 рад/сек.

Окружная скорость цапфы

t) = 0,5 )af = 0,5 52,3 0,15 = 3,93 м/сек.

Выбираем относительный зазор ф в интервале от 0,001 - 0,002. Подбираем ближайшую соответствующую посадку: в системе отверстия выбранному диапазону ф соответствует

широкоходовая посадка 2-го класса точности ; диаметр вкладыша (с отклонениями) 150 ; диаметр цапфы ISOZoio.

О 250

Наибольший зазор Smax = 0,250j мм; Фшах = -д50- =0.00167.

7 Зак. 2/596 97